Методическое пособие 786

предотвращения таким образом гидравлических ударов в компрессоре 4 вследствие не до конца испаренных капель в испарителе 1. Однако невключение регенеративного теплообменника в схему на рис. 1 практически не влияет на реализацию задачи исследования, то есть подбор компонентов и состава зеотропной смеси, при которых достигается минимальная величина разности средних температур конденсации и кипения смеси.

Рис. 2. График изменения температур зеотропной смеси и среды с ограниченной теплоемкостью, позволяющий оценить минимальное значение разности средних температур в противоточных испарителе и конденсаторе теплового насоса:

tcкд.ψ=0,0% , tcкд.ψ=100% — постоянные температуры конденсации паровой фазы чистых веществ в конденсаторе, оС; tcи.ψ=0,0% , tcи.ψ=100% — постоянные температуры кипения жидкой фазы чистых веществ в испарителе, оС;

tви.н , tви.к —начальнаяиконечнаятемпературыСОТЕ,напримервоздуха,вмежтрубном пространствеиспарителя,оС; tвкд.к , tвкд.н — конечная и начальная температуры СОТЕ, например воздуха, в конденсаторе, оС;

tкд, tи — температурные напоры между теплообменивающими потоками соответственно в противоточном конденсаторе и испарителе, оС;

tскд.ср, tси.ср — средние температуры конденсации и кипения зеотропной смеси в конденсаторе и испарителе соответственно, оС.

Обозначения процессов чистых веществ: a -b — сжимание паровой фазы в компрессоре 4;

b -c — конденсация паровой фазы в конденсаторе 6; c -d — снижения температуры насыщенной жидкой фазы

врегуляторе 9; d -a — испарение насыщенной жидкой фазы в испарителе 1

Вкомпрессоре 4 паровую фазу сжимают до давления Ркд, при котором ее температура становится равной начальному значению tскд.н . Из компрессора 4 насыщенную паровую фазу

из зеотропной смеси через трубопровод5 направляют в противоточный трубный конденсатор 6. В противоточном трубном конденсаторе 6 зеотропная смесь переходит из парообразного в

51

Научный журнал строительства и архитектуры

жидкое состояние при переменной температуре от начального на входе tскд.н до конечного tскд.к

значения на его выходе (рис. 2) за счет передачи теплоты конденсации зеотропной смеси через стенки противоточного трубного конденсатора 6 к нагреваемой СОТЕ, текущей в межтрубном пространстве 7. В результате СОТЕ нагревается и повышает свою температуру с начального tвнкд на входе до конечного tвккд значения на выходе из межтрубного пространства 7

конденсатора (рис. 2). При этом конденсирующаяся зеотропная смесь в противоточном трубном конденсаторе 6 и нагреваемая СОТЕ, текущая в межтрубном пространстве 7, движутся в противоположных направлениях при средней разности температур между зеотроп-

ной смесью и источником теплоты с ограниченной теплоемкостью, равной tкд , постоянной

по величине в любой точке конденсатора 6 (цикл a-b-c-d-a, рис. 2).

Образовавшуюся в противоточном трубном конденсаторе 6 насыщенную жидкую фазу из зеотропной смеси через трубопровод 8 направляют в регулятор 9, где ее давление снижа-

ют до значения, соответствующего температуре начала кипения tси.н , необходимой для охла-

ждения СОТЕ. Затем насыщенную жидкую фазу зеотропной смеси с температурой начала кипения tси.н через трубопровод 10 направляют в противоточный трубный испаритель 1. В

противоточном трубном испарителе 1 насыщенную жидкую фазу зеотропной смеси вновь испаряют и цикл повторяют в последовательности, аналогично описанной выше.

Новизна предлагаемого способа заключается в том, что каждый из двух близких по физическим свойствам компонентов зеотропной смеси, а также величину молярной концентрации низкокипящего компонента смеси ψi, подбирают таким образом, чтобы достигнуть минимального значения разности средних температур конденсации и кипения путем подбора, на основе выражения:

где ψi — i-е значение молярной концентрации низкокипящего компонента в зеотропной смеси из двух близких по физическим свойствам компонентов при ψi = ψн,…ψх,...ψy,…ψk, мол.%;

tскд.ср , tси.ср — средние значения температур конденсации и кипения зеотропной смеси соответ-

ственно в противоточных конденсаторе и испарителе,оС.

Согласно [5], максимальная энергетическая эффективность, то есть максимальное значение коэффициента преобразования для циклов тепловых насосов с переменной температурой, достигается при минимальной величине разности средних температур зеотропной смеси в конденсаторе и испарителе.

Если для противоточных конденсатора и испарителя разность температур tскд.н tси.к

больше, чем tскд.к tси.н , то формулу (1) можно записать в следующем виде [6]:

Если для противоточных конденсатора и испарителя разность температур tскд.к tси.н

больше, чем tскд.н tси.к , то формулу (1) можно записать в следующем виде [6]:

52

Научный журнал строительства и архитектуры

Здесь: Gс, Gв — мольный расход зеотропной смеси и СОТЕ, моль/ч; rcи, rcкд — среднее значение скрытой теплоты испарения (парообразования) зеотропной парожидкостной смеси

виспарителе и конденсаторе, кДж/моль; сви, свкд — средняя удельная теплоемкость среды с ограниченной теплоемкостью, например воздуха, в испарителе и конденсаторе, кДж/(моль К); сси, сскд — средняя удельная теплоемкость зеотропной парожидкостной смеси

винтервалах температур ее выкипания и конденсации в испарителе и конденсаторе, кДж/(моль К); Xси, Xскд — относительное количество выкипевшей или сконденсировавшейся

(степени сухости) зеотропной смеси в испарителе и конденсаторе, д. е.

Выбор рабочих агентов для зеотропной смеси и подбор величины молярной концентрации ее низкокипящего компонента, которым соответствует минимальная величина разности средних температур конденсации и кипения в конденсаторе и испарителе, осуществляется в следующей последовательности.

1. Подбирают зеотропную смесь из двух компонентов, имеющую:

начальную температуру конденсации tскд.н , большую, чем СОТЕ на значение темпе-

ратурного напора, принимаемого ориентировочно равным tкд = 5,0 7,0 К;

начальную температуру кипения tси.н , меньшую, чем источник теплоты с ограни-

ченной теплоемкостью на значение температурного напора, принимаемого ориентировочно равным tи = 5,0 7,0 К.

2. По формуле (4) определяют методом подбора абсолютные давления Ркд, текущие значения t и конечные температуры конденсации в конденсаторе tскд.к , а также абсолютные давления Ри, текущие t и конечные температуры кипения в испарителе tси.к при различных значениях молярной концентрации ψi = ψн,…ψх,...ψy,…ψk, мол.%.

3. Проводят расчеты по определению разности tскд.ср tси.ср по формулам (2) или (3) для

ряда значений молярной концентрации ψi = ψн,…ψх,...ψy,…ψk и затем выбирают из них минимальное значение.

Таким образом, согласно предложенному способу подбирают компоненты зеотропной смеси и концентрацию ее низкокипящего компонента, которые будут обеспечивать мини-

мальное значение разности температур tскд.ср tси.ср min и, следовательно, максимальную

энергетическую эффективность теплового насоса.

На основании предложенных методических положений был произведен подбор компонентов зеотропной смеси и величины концентрации ее низкокипящего компонента с более низкой температурой кипения, при которых обеспечивается минимальное значение разности средних ее температур в конденсаторе и испарителе тепловых насосов, используемых для нагрева и охлаждения сред с ограниченной тепловой емкостью в системах ТГСиВ.

Подбор проведен на примере двух зеотропных смесей, каждая из которых состоит двух близких по физическим свойствам компонентов:

зеотропная смесь «R600а (изобутан) — R601 (н-пентан)» с концентрацией низкоки-

пящего компонента R600а (изобутана), принимаемой в интервале ψi = 0,0 100,0 мол % с шагом 2,0 мол %.

зеотропная смесь «R290 (пропан) — R600 (н-бутан)» с концентрацией низкокипя-

щего компонента R290 (пропана), принимаемой в интервале ψi = 0,0 100,0 мол % с шагом

2,0 мол %.

Температурный напор между теплообменивающими потоками в противоточном кон-

денсаторе и испарителе принят в размере tкд = tи =7 0С. Температура СОТЕ на выходе из конденсатора принята равной tвкд.к = 65 0С, откуда значение

54

Выпуск № 4 (48), 2017 ISSN 2541-7592

tскд.н tвкд.к tк

составит tскд.н = 65+7 = 72 0С.

Температура СОТЕ на выходеиз испарителя принята равной tвкд.н = 43 0С, откуда значение

tси.н = tви.к − tи

составит tси.н = 43−7 = 36 0С.

Из результатов выполненных расчетов видно, что минимальная величина разности средних температур конденсации и кипения (tскд.к −tси.ср ) =18 оС = min, согласно выражению

(4), достигается для зеотропной смеси «R600а (изобутан) — R601 (н-пентан)» при величине молярной концентрации низкокипящего компонента R600а (изобутан) в смеси, равной ψi = 45 мол %. Результаты расчетов также показывают, что при достижении значений молярной концентрации низкокипящего компонента, равных ψi = 0,0 мол% и ψi = 100 мол%, смесь превращается в чистое вещество с постоянными температурами конденсации паровой фазы tcкд. 0,0% const, tcкд. 100% const в конденсаторе и с постоянными температурами испарения

жидкой фазы tcи.ψ=0,0% const, tcи.ψ=100% const в испарителе.

При этом величина разности средних температур конденсации в конденсатореи кипения в испарителе, согласно выражению (1), увеличивается до максимальных значений, равных

tcкд. 0,0% tcи. 0,0% = 36 оС, tcкд. 100,0% tcи. 100,0% = 36 оС,

а энергетическая эффективность теплового насоса, наоборот, уменьшается до минимальных величин.

Цикл теплового насоса при ψi = 0,0 мол% и ψi = 100 мол%, (см. рис. 2) изображается как a -b -c -d -a . Из результатов проведенных расчетов следует, что существенное влияние на подбор компонентов зеотропной смеси и величины концентрации ее компонента с более низкой температурой кипения оказывают значения температур нагреваемых и охлаждаемых сред с ограниченной теплоемкостью. Изменение величин температур СОТЕ на выходе из конденсатора tвкд.к и испарителя tвкд.н приводит к выбору других марок зеотропных смесей и других значений содержания их низкокипящего компонента.

Выводы

1.Анализ возможности использования рабочих веществ в качестве компонентов неазеотропной смеси в тепловых насосах показал, что смеси R22/R142b, R32/R134а, R32/R152а имеют низкую озоноразрушающую активность, а смеси предельных углеводородов R290/600 (пропана и бутана), R600а/R601 (изобутана и н-пентана), R290/ R601а (пропана и изопентана), R600а/R601b (изобутана и нью-пентана) по степени активности разрушения озонового слоя Земли считаются полностью безопасными. Данные газы не вызывают заметного парникового эффекта, не оказывают негативного влияния на изменение климата, на организм человека. Смеси предельных углеводородов имеют значительно более низкую стоимость по сравнению с другими рабочими агентами.

2.Новизна предлагаемого способа заключается в достижении минимальной величины разности средних температур конденсации и кипения путем подбора каждого из двух близких по физическим свойствам компонентов зеотропной смеси и величины молярной концентрации ее низкокипящего компонента ψi на основе зависимости температуры ее насыщения в конденсаторе и испарителе теплового насоса от относительного количества выкипевшей смеси.

55

Научный журнал строительства и архитектуры

3. Доказано существенное влияние значений температур нагреваемых и охлаждаемых сред с ограниченной теплоемкостью на выбор компонентов зеотропной смеси и величину молярной концентрации ее низкокипящего компонента ψi, при которых достигается минимальная величина разности средних температур конденсации и кипения и, как следствие, максимальная энергетическая эффективность.

Библиографический список

1.Букин, В. Г. Холодильные машины, работающие на неазеотропных смесях хладогентов / В. Г. Букин, А. Ю. Кузьмин. — Астрахань: Изд-во АГТУ, 2007. — 156 с.

2.Букин, В. Г. Экспериментальное исследование малых холодильных машин на смеси R22/R142b / В. Г. Букин, А. Ю. Кузьмин // Холодильная техника. — 1996. — № 5. — С. 12—14.

3.Киотский протокол к рамочной конвенции Организации Объединенных Наций об изменении климата [Электронный ресурс]. — Режим доступа: http://bellona.ru/2007/05/08/kiotskij-protokol-k-ramochnoj-konvents (дата обращения 05.04.17 г.).

4.Кутепов, А. М. Гидродинамика и теплообмен при парообразовании: учеб. пособие для вузов / А. М. Кутепов, Л. С. Стерман, Н. Г. Стюшин. — М.: Высш. шк., 1977. — 352 с.

5.Мартыновский, В. С. Циклы, схемы и характеристики термотраснформаторов / В. С. Мартыновский. — М.: Энергия, 1979. — 285 с.

6.Михеев, М. А. Основы теплопередачи / М. А. Михеев, И. М. Михеева. — М.: Энергия, 1973. —

320 с.

7.Монреальский протокол по веществам, разрушающим озоновый слой [Электронный ресурс]. — Режим доступа: http://www.un.org/ru/documents/decl_conv/conventions/pdf/montreal.pdf(дата обращения05.04.17г.).

8.Огуречников, Л. А. Анализ эффективности использования смесей озонобезопасных хладогентов в парокомпрессионных тепловых насосах / Л. А. Огуречников, Н. Н. Мезенцева // Энергетика и теплотехника. — 2008. — № 12. — С. 57—66.

9. Огуречников, Л. А. Конденсация R32/R134а в технологии теплонасосного теплоснабжения / Л. А. Огуречников // Холодильная техника. — 2011. — № 2. — С. 46—48.

10.Преображенский, Н. И. Сжиженные газы / Н. И. Преображенский. — Л.: Недра, 1975. — 227 с.

11.Рулев, А. В. Системные исследования по повышению интенсивности теплообмена регазификаторов сжиженного углеводородного газа / А. В. Рулев, А. П. Усачев, А. Л. Шурайц, Т. А. Усачева. — Саратов: Сарат. гос. техн. ун-т, 2010. — 244 с.

12.Стаскевич, Н. Л. Справочник по сжиженным углеводородным газам / Н. Л. Стаскевич, Д. Я. Вигдорчик. — Л.: Недра, 1986. — 543 с.

13.Сухих, A. A. Испытания теплового насоса для теплоснабжения индивидуального дома / A. A. Сухих, К. С. Генералов, И. А. Акимов // Труды МГУИЭ: техника низких температур на службе экологии. — М: МГУИЭ, 2000. — С. 49—53.

14.Тиличеев, М. Д. Физико-химические свойства индивидуальных углеводородов. Вып. 2. / М. Д. Тиличеев. — М-Л.: Гостоптехиздат, 1947. — 458 c.

15.Усачев, А. П. Разработка методических положений по тепловому расчету промышленных трубных испарителей смесей сжиженного углеводородного газа / А. В. Рулев, А. П. Усачев // Тепловые процессы в технике. — 2013. — Т. 5. — № 8. — С. 343—353.

16.Ho-Saeng, lu Thermodunamic performance of R32/R152a mixturu for water source heat pumps / HoSaeng Lee, Hyeon-Ju Kim, Dong-gyu Kang, Dongsoo Jung // Enege. — 2012. — Vol. 40, issue 1. — P. 100—106.

17.Jianyong, Chen. Performance of a new refrigeretion cycle using refrigerant mixture R32/R134a for resintial air-conditijner applications / Chen Jianyong, Yu. Janlin. // Enerdy and Buildings. — 2008. — № 40 (11). — P. 171— 179.

18.Kim, M. Experimental study on the performance of a heat pump system with refrigerant mixtures’ composition change / M. Kim, M. S. Kim, Y. Kim // Energy. — 2004. — Vol. 29, issue 7. — P. 1053— 1068.

19.Kim, T. S. Cycle analysis and heat transfer characteristics of a heat pump using R22/ R142b refrigerant

mixtures / T. S. Kim, J. Y. Shin, M. S. Kim, S. T. Ro // International Journal of Refrigeration. — 1994. — Vol. 17,

№6. — P. 391 — 399.

20.Nysewander, C. H. Phase Equillbria in hydrocarbon systems / C. H. Nysewander, B. H. Sage, W. N. Lesey// Industrial and Engineering Chemistry. — 1940. — Vol. 32, № 1. — P. 118—123.

21.Shurayts, A. L. Assessing Energy Efficiency of Compression Heat Pumps in Drying Processes when Zeotropic Hydrocarbon Mixtures are Used as Working Agents [Электронный ресурс] / A. L. Shurayts, A. V. Rulev, E. Yu. Usacheva // International Conference «Topical Problems of Architecture, Civil Engineering, Energy Efficiency and Ecology: MATEC Web Conf. — 2016. — Vol. 73. — P. 1—9. — DOI: 10.1051/matecconf/20167302015. — Режим доступа: https://www.matec-conferences.org/articles/matecconf/pdf/2016/36/matecconf_tpacee2016_02015.pdf.

56

CHOICE OF MIXTURES OF AGENTS IN HEAT PUMPS

FOR HEATING AND COOLING MEDIA WITH LIMITED CAPACITY

A. L. Shuraits1, A. V. Rulev2, E. Yu. Usacheva3

JSC «Giproniigaz» 1

Russia, Saratov

Saratov State Technical University Named after Y. A. Gagarin 2, 3

Russia, Saratov

1D. Sc. in Engineering, Prof., General Director, e-mail: shuraits@niigaz.ru

2D. Sc. in Engineering, Prof. of the Dept. of Heat, Ventilation, Water Supply and Applied Fluid Dynamics

3PhD student of the Dept. of Heat, Ventilation, Water Supply and Applied Fluid Dynamics,

e-mail: usachev-ap@mail.ru

Statement of the problem. The goal of the study is to make the selection of the components of a zeotrope mix and concentrations of its low-boiling component with a lower boiling point, which is the minimum value of the difference between its average temperature in the evaporator and condenser of heat pumps used for heating and cooling environments with limited thermal capacity.

Results. This paper provides a description of the method and methodical provisions for determining the minimum magnitude of the difference of average temperatures of a zeotrope mix in the condenser and the evaporator that is achieved by the selection of its components and the values of the concentration of the low-boiling component.

Conclusions. The proposed method and assumptions on achieving the minimum value of the difference of the average temperatures of a zeotrope mix in the condenser and evaporator by choosing each of the two similar ones based on the physical properties of its components and the values of the concentration of the low-boiling component on the basis of the dependence of the saturation temperature of the mixture in the evaporator and condenser of the heat pump on the relative amount of its vaporized liquid phase. It was shown that there is a significant influence of the temperatures of the heated and cooled environments with limited heat capacity on the selection of the components of a zeotrope mix and the value of its lowboiling component, the one that produces the minimum value of the difference of average temperatures of condensation and boiling, and as a result, the maximum energyefficiency.

Keywords: choice, mix, operating agent, compressor, heat pump, system heat gas provision and ventilations, heating, cooling, medium with limited heat capacity.

Российский фонд фундаментальных исследований объявляет о проведении конкурса проектов 2018 года по изданию научных трудов.

Заявки принимаются до: 19.02.2018 23:59 Код конкурса: «д»

Задача конкурса – поддержка проектов, направленных на издание и распространение информации о результатах научных исследований.

В конкурсе могут участвовать только оригинальные научные труды на русском языке, подготовленные физическим лицом (автором) или коллективом физических лиц (соавторов).

Внимание: в рамках данного конкурса Фонд не поддерживает издание учебной литературы, научных журналов, сборников трудов конференций, периодических изданий, трудов на иностранных языках, а также переиздание ранее опубликованных трудов (без изменений и дополнений).

Подробнее: http://www.rfbr.ru/rffi/ru/contest/o_2043315.

57

Научный журнал строительства и архитектуры

ВОДОСНАБЖЕНИЕ, КАНАЛИЗАЦИЯ, СТРОИТЕЛЬНЫЕ СИСТЕМЫ ОХРАНЫ ВОДНЫХ РЕСУРСОВ

УДК 696.117.62-192 : 628-1/-9

МЕТОДИКА РАСЧЕТА ПЛОЩАДИ ПРОХОДНОГО ОТВЕРСТИЯ ЗАПОРНОГО ЭЛЕМЕНТА ВЕНТИЛЬНОЙ ГОЛОВКИ

И ОПРЕДЕЛЕНИЕ ЕГО ГИДРАВЛИЧЕСКИХ ХАРАКТЕРИСТИК*

А. П. Свинцов1, Н. К. Пономарев2

Российский университет дружбы народов 1, 2 Россия, г. Москва

1Д-р техн. наук, проф. департамента архитектуры и строительства, тел.: 8-905-582-69-10, e-mail: svintsovap@rambler.ru

2Канд. техн. наук, доц., проф. департамента архитектуры и строительства, тел.: (495)997-22-18, e-mail: ponomarev_nk@rudn.university

Постановка задачи. Рассматривается задача расчета площади проходного отверстия с плавно изменяющейся формой сечения (в форме изогнутой капли), выполненного в тонкой стенке запорного элемента вентильной головки, определения закономерностей и количественных значений гидравлических характеристик истечения жидкости через него.

Результаты. Разработана методика расчета запорной пары шайбового типа с плавно изменяющимся сечением проходного отверстия, которая позволяет определять его площадь и геометрические параметры. В результате исследования установлены численные значения и закономерности изменения гидравлических характеристик истечения жидкости через отверстие в форме изогнутой капли, выполненное в тонкой стенке запорного элемента вентильной головки. Получены закономерности изменения расходов воды и выполнено сравнение расходных характеристик вентильной головки с запорными элементами, имеющими различную формупроходного отверстия.

Выводы. Результаты исследования позволяют сделать вывод о существенном обеспечении линейного изменения расхода воды в зависимости от открывания крана, оснащенного запорным элементом с проходным отверстием в форме изогнутой капли. Полученные гидравлические коэффициенты позволяют проектировать водопроводную арматуру вентильного типа с высокой регулирующей способностью.

Ключевые слова: арматура, клапан, гидравлика, расход, давление, регулировка, водосбережение.

Введение. Санитарно-техническая водоразборная арматура предназначена для открытия и перекрытия потока воды, а также для регулирования ее расхода на всем диапазоне давлений, применяемых в сетях внутреннего водопровода зданий. Одной из важнейших проблем применения санитарно-технической водоразборной арматуры вентильного типа является обеспечение плавного изменения расхода воды по мере открывания проходного отверстия. Это необходимо для использования водопроводной воды питьевого качества с мини-

© Свинцов А. П., Пономарев Н. К., 2017

*Работа выполнена при финансовой поддержке Министерства образования и науки РФ по Программе повышения конкурентоспособности РУДН «5-100» среди ведущих мировых научно-образовательных центров на

2016—2020 гг.

58

мальными ее потерями в виде непроизводительных расходов. Потери воды ухудшают сохранность природных ресурсов, приводят к перегрузкам сетей водоснабжения и водоотведения, очистных сооружений, увеличению сброса сточных вод, снижению качества их очистки и могут способствовать загрязнению окружающей среды. Это приобретает особую важность в условиях дефицита пресной воды, а также в связи с увеличением издержек на производство питьевой водопроводной воды из-за повышенной загрязненности водных объектов [2]. Показателем уровня жизни населения является его доступ к качественной питьевой воде. Сочетание технических, экономических и экологических факторов на базе обеспечения всеобщей доступности водопроводной воды питьевого качества позволит поднять водоснабжение на должный качественный уровень, снизить потери воды путем внедрения комплекса водосберегающих мероприятий, соответствующих причинам образования потерь воды [27].

Сопоставление полученных данных с результатами других авторов показывает, что замена типовых кранов на водосберегающие краны позволит снизить потребление воды на 26,2 %, потребление энергии для водоснабжения на 13,6 %, токсичность для человека на 4,6 %, биологическую потребность в кислороде на 0,2 %, потенциал глобального потепления на 14,8 % и истощение озонового слоя на 15,8 % [26].

Непроизводительные расходы воды в жилых зданиях — один из наиболее существенных видов ее потерь, исследование которых имеет важное значение как для практики водоснабжения жилых зданий, так и для конструирования санитарно-технической арматуры.

Одним из важнейших элементов проектирования запорной пары вентильной головки является определение площади проходного отверстия, необходимой для пропуска требуемого расхода воды при заданном давлении. Решение указанной задачи для запорной пары с проходным отверстием в виде полукруга или секторов не вызывает затруднений и вполне очевидно. Для проходных отверстий с плавно изменяющейся формой сечения решение задачи по определению пощади базируется на специально разработанной авторами методике, позволяющей проектировать запорные пары любого назначения и с различными расходными характеристиками [13, 14].

Одним из важнейших этапов проектирования водоразборной арматуры является определение ее гидравлических характеристик. Вопросы расчета и проектирования гидравлических устройств различного назначения представлены в работах по инженерной гидравлике, где основное внимание уделено определению коэффициентов местных сопротивлений и их зависимости от формы проходного отверстия и гидравлического тракта [25, 6].

Гидравлические характеристики запорного элемента водоразборной арматуры имеют важное значение для обеспечения экономного использования водопроводной воды. Гидравлические характеристики элементов водоразборной арматуры определяют на основе результатов экспериментального исследования или с использованием численных методов математического моделирования.

Исследование гидравлических характеристик истечения жидкости методами математического моделирования позволяет определять коэффициенты местного сопротивления, скорости, сжатия, расхода с определенной точностью [3, 5, 9, 10, 15, 19, 23]. Центральной частью математической модели гидравлического процесса являются формализованные параметры.

Экспериментальные исследования позволяют выявить изменение гидравлических характеристик истечения жидкости через проходные отверстия и насадки в зависимости от их геометрических особенностей, которые формируют его гидравлические параметры [4, 8, 11, 12, 16—18, 20—22, 24]. В работе [28] представлен метод проектирования плоского клапана вентильной головки, а также выполнен краткий сравнительный анализ гидравлической работы проходных отверстий — сегмент, секторы, плавно изменяющаяся форма. Однако количественная оценка влияния формы проходных отверстий запорных элементов водоразборной арматуры на гидравлические коэффициенты не представлена.

59

Научный журнал строительства и архитектуры

Гидравлические характеристики истечения жидкости через круглые и полигональные отверстия хорошо изучены и представлены в справочниках по гидравлике. Однако особенности гидравлической работы запорного элемента с проходным отверстием в форме изогнутой капли в современной научной литературе не представлены.

Целью исследования является разработка методики расчета запорной пары шайбового типа с плавно изменяющимся сечением проходного отверстия и определение закономерностей и количественных значений его гидравлических характеристик.

1. Методы исследования, испытательный стенд и измерительные приборы. В ос-

нову методики расчета площади проходного отверстия в форме изогнутой капли положен кусочно-элементный метод.

Гидравлические характеристики запорной пары с проходным отверстием в форме изогнутой капли определены на основе анализа результатов экспериментального исследования. При экспериментальном исследовании гидравлических характеристик использованы зависимости из классической гидравлики:

а) для коэффициентов местного сопротивления ζ:

где hf — величина потерь напора в сечении проходного отверстия запорной пары, м; ∆p — потери давления в сечении проходного отверстия, МПа; v — скорость движения жидкости через проходное отверстие, м/с; g — ускорение свободного падения, м/с2; μ — коэффициент расхода; μ = f (h, q); q — расход воды, л/с.

Экспериментальное исследование истечения жидкости через плоскую запорную пару с проходнымотверстием в форме изогнутой капли проводится на гидравлическом стенде (рис. 1).

Запорная пара установлена в специально изготовленную муфту с диаметром проходного отверстия 15 мм. Для обеспечения герметичности соединения запорных элементов в посадочные гнезда установлены резиновые уплотнения в виде цилиндрических шайб. Ответная часть закреплена в посадочном гнезде диска с возможностью поворота относительно продольной оси на угол до 180°. Для определения угла поворота на муфте установлена круговая шкала с ценой деления 1°. Исследование запорной пары выполнено при постоянных давлениях 0,05; 0,1; 0,3; 0,6 МПа. Постоянные давления 0,05; 0,1; 0,3; 0,6 МПа поддерживались посредством насоса и регулирующих вентилей. Измерение давлений выполнено по образцовым манометрам. Расходы воды определены по ротаметрам 40 мм и 15 мм. Изменение площади проходного отверстия запорной пары выполнено поворотом рукояти подвижного элемента вокруг продольной оси от 0° до 180° с шагом 10°.

Минимальное количество измерений на каждом шаге исследования определено в соответствии с планом эксперимента. В основу определения объема выборки положен метод доверительных интервалов при надежности результатов γ = 0,95. Математическая обработка результатов измерений выполнена с использованием методов математической статистики.

Экспериментальное исследование гидравлических характеристик истечения воды из отверстия в форме изогнутой капли в тонкой стенке запорного элемента показало высокую регулирующую способность водоразборной арматуры. В рамках экспериментального ис-

60